2.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

v_S = u_ф₂d₁/(2cos10³) = 207,350/(2cos11,3110³) = 3,72 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

 = tg/tg( + ) = tg11,31/tg(11,31 + 2,5) = 0,81,

где  – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град.

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где K – коэффициент нагрузки;

[]_Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм²

_H = 340(15601/(50200))^1/2 = 189,3 ≤ 206,9 Н/мм².

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 8,5%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m) ≤ []_F,

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

z_v2 = z₂/cos³ = 40/cos³11,31 = 42,

тогда напряжения изгиба равны

_F = 0,71,5315601/(455) = 7,4 ≤ 98,0 Н/мм²,

условие выполнено.

2.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А  12,0a_w^1,7 = 12,00,125^1,7 = 0,35 м²,

где a_w – межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где  – КПД червячной передачи;

P₁ – мощность на червяке, кВт;

K_T – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²С);

 – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t₀ = 20 С – температура окружающего воздуха;

[t]_раб = 95 С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, С.

t_раб = 1000(1 – 0,81)1,5/(150,35(1 + 0,3)) + 20 = 61,0 С.

3 Расчет цепной передачи

3.1 Проектировочный расчет

Определим шаг цепи:

,

где T₁ – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

K_Э – коэффициент эксплуатации;

v – число рядов цепи;

[p_ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм².

р = 2,8∙(156∙10³∙1,88/(1∙25∙35))^1/3 = 16,010 мм.

Полученное значение шага цепи округляем до большего стандартного: p = 19,05 мм.

Число зубьев ведущей звездочки

z₁ = 29 – 2u,

где u – передаточное число цепной передачи

z₁ = 29 – 2∙2,09 = 24,82.

Полученное значение округляем до целого нечетного: z₁ = 25.

Коэффициент эксплуатации K_Э определяем по формуле

K_Э = K_ДK_регK_K_сK_р,

где К_Д – коэффициент динамичности нагрузки;

К_рег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;

К_ – коэффициент положения передачи;

К_с – коэффициент смазывания;

К_р – коэффициент режима работы.

K_Э = 1∙1∙1∙1,5∙1,25 = 1,88.

Число зубьев ведомой звездочки

z₂ = z₁u = 25∙2,09 = 52,25.

Полученное значение округляем до целого нечетного: z₂ = 53.

Определим фактическое передаточное число

u_ф = z₂/z₁ = 53/25 = 2,12.

Полученное значение отличается от заданного на 1,44 %.

Определим предварительное межосевое расстояние

a = (30…50)p = 40∙19,05 = 762 мм.

Определим число звеньев цепи

l_p = 2a_p+0,5∙(z₁ + z₂) + ((z₂ – z₁)/2)²/a_p,

где a_p = a/p = 40 – межосевое расстояние в шагах.

l_p = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)²/40 = 119,50.

Полученное значение l_p округляем до целого четного числа: l_p = 120.

Уточним межосевое расстояние в шагах

=

= 0,25∙(120 – 0,5∙(53 + 25) + ((120 – 0,5∙(53 + 25))² – 8(53 – 25 /6,28)²)^1/2) = 40,25.

Фактическое межосевое расстояние

a = a_p p = 40,25∙19,05 = 767 мм.

Монтажное межосевое расстояние

a_м = 0,995∙а = 0,995∙767 = 763 мм.

Определим длину цепи

l = l_p p = 120∙19,05 = 2286 мм.

Определим делительные диаметры звездочек

d_д1 = p/sin(180/z₁) = 19,05/sin(180/25) = 152,07 мм,

d_д2 = p/sin(180/z₂) = 19,05/sin(180/53) = 321,73 мм.

Определим диаметры окружностей выступов звездочек

D_e1 = p(0,532 + ctg(180/z₁)) = 19,05∙(0,532 + ctg(180/25)) = 161,01 мм,

D_e2 = p(0,532 + ctg(180/z₂)) = 19,05∙(0,532 + ctg(180/53)) = 331,30 мм.

Диаметры окружностей впадин

D_i1 = d_д1 – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05),

где d₁ – диаметр ролика шарнира цепи, мм.

D_i1 = 152,07 – 2∙(0,5025∙5,94 + 0,05) = 146,00 мм,

D_i2 = d_д2 – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05) = 321,73 – 2∙(0,5025∙5,94 + 0,05) = 315,66 мм.